基于虛擬樣機技術(shù)的攤鋪機振搗器動力學(xué)特性研究

孫 健， 黃傳輝， 李付星

(徐州工程學(xué)院 機電工程學(xué)院，江蘇 徐州 221111)

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基于虛擬樣機技術(shù)的攤鋪機振搗器動力學(xué)特性研究

孫 健， 黃傳輝， 李付星

(徐州工程學(xué)院 機電工程學(xué)院，江蘇 徐州 221111)

攤鋪機振搗機構(gòu)工作時，振搗梁的復(fù)合運動會對熨平板箱體產(chǎn)生沖擊，直接影響了路面的攤鋪質(zhì)量。以9.0 m熨平板雙振搗機構(gòu)為研究對象，采用多體機械系統(tǒng)仿真軟件ADAMS建立了熨平板振搗器的動力學(xué)模型，通過仿真分析，得到了振搗頻率、振幅及各段間相位角對振搗梁慣性力和慣性力矩的影響規(guī)律。結(jié)果表明：主振搗振幅為5 mm，副振搗振幅調(diào)整為3或6 mm時，振搗器產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩較?。浑S著振搗轉(zhuǎn)速的增加，振搗裝置的慣性力增加幅度較大，且均勻性變差；各加長段間的相位角調(diào)整為60°時，雙振搗機構(gòu)對熨平板框架產(chǎn)生的影響較小。

攤鋪機；振搗機構(gòu)；虛擬樣機；動力學(xué)特性

攤鋪機是一種主要用于高速公路上基層和面層各種材料攤鋪作業(yè)的施工設(shè)備。熨平板是攤鋪機的主要工作裝置，其工作性能的好壞對施工質(zhì)量起十分重要的作用，實現(xiàn)了對攤鋪路面整型、整平和壓實。熨平裝置的主要工作機構(gòu)是振搗壓實機構(gòu)，具有雙振搗壓實機構(gòu)的熨平板因具有高平整度、高密實度以及較高的作業(yè)效率等特點而在市場上得到了廣泛的應(yīng)用[1]。

傳統(tǒng)的產(chǎn)品開發(fā)要經(jīng)過理論設(shè)計、樣機試制、性能試驗、改進(jìn)定型和批量生產(chǎn)等步驟，對于熨平板的結(jié)構(gòu)設(shè)計分析較多采用的經(jīng)驗設(shè)計，使得設(shè)計的產(chǎn)品振動平穩(wěn)性較差，嚴(yán)重影響路面的施工質(zhì)量。運用CAE仿真的方式，能夠?qū)υO(shè)計好的機械進(jìn)行多種力學(xué)性能分析，可以快速檢驗設(shè)計方案，并進(jìn)行多參數(shù)分析研究，達(dá)到提高產(chǎn)品性能，獲得最大經(jīng)濟(jì)效益的目的[2-3]。在理論研究方面，現(xiàn)有對熨平板振搗器的部分研究過于簡化，將雙振搗機構(gòu)簡化成簡諧振動進(jìn)行計算，沒有考慮振搗梁擺動的影響[4]。文獻(xiàn)[5]基于復(fù)數(shù)矢量法對雙振搗機構(gòu)進(jìn)行了理論計算，分析過程較為繁瑣，且僅計算了振搗機構(gòu)的運動學(xué)參數(shù)。本文通過對雙振搗機構(gòu)結(jié)構(gòu)和原理的分析，依據(jù)機構(gòu)的實物模型，采用多體機械系統(tǒng)仿真軟件建立9.0 m熨平板振搗機構(gòu)的虛擬樣機模型并進(jìn)行動力學(xué)仿真分析, 研究了振搗頻率、振幅以及相位角對攤鋪質(zhì)量的影響規(guī)律。研究結(jié)果為攤鋪機的設(shè)計與施工參數(shù)的調(diào)整提供了參考。

1 雙振搗機構(gòu)結(jié)構(gòu)與理論分析

1.1 結(jié)構(gòu)分析

振搗裝置為板-梁結(jié)構(gòu)，梁的上部為柵板，將梁懸掛在偏心軸上。偏心軸通常由液壓馬達(dá)或電機驅(qū)動旋轉(zhuǎn)，使振搗梁作上下垂直振動，對攤鋪物料進(jìn)行預(yù)搗實，以達(dá)到攤鋪層的預(yù)壓實度要求[6]。目前，國內(nèi)外高端攤鋪機都采用了雙振搗機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式，如圖1所示。圖1中只表示了雙振搗機構(gòu)的一個加長部分，由多個圖中所示的加長部分聯(lián)接在一起構(gòu)成了9.0 m攤鋪機雙振搗機構(gòu)。

圖1 雙振搗機構(gòu)結(jié)構(gòu)型式Fig.1 Structure of double-tamper mechanism

攤鋪機雙振搗機構(gòu)主要由偏心軸、偏心套以及主副振搗梁組成。振搗器偏心軸固定在熨平板框架上，偏心軸上偏心部分與機構(gòu)旋轉(zhuǎn)中心的偏心量為e1，偏心軸上安裝有偏心套，偏心套外圓相對于偏心套內(nèi)孔中心的偏心量為e2，旋轉(zhuǎn)角為a，調(diào)幅分析簡圖參見文獻(xiàn)[1]?？偟钠牧縠為軸和套偏心量的向量和，振搗行程H用下式計算。

(1)

通過調(diào)節(jié)偏心軸與偏心套的偏心量，可以得到多種不同的振搗振幅組合，也可以實現(xiàn)振搗梁間的不同的相位關(guān)系，從而使作用于熨平板的慣性力達(dá)到較優(yōu)的結(jié)果[7]。

1.2 理論建模

攤鋪機雙振搗機構(gòu)工作時，由于主副振搗梁運動產(chǎn)生的不平衡慣性力將會造成熨平板框架振動不均勻和變形，對攤鋪作業(yè)產(chǎn)生影響。早期對振搗機構(gòu)進(jìn)行研究時，把振搗機構(gòu)簡化成簡諧振動，雖然可以研究其振幅和頻率的變化，但未能實際應(yīng)用。本文將雙振搗機構(gòu)視作兩套并聯(lián)的曲柄滑塊機構(gòu)進(jìn)行分析,建立如圖2所示的計算模型。

圖2 單段雙振搗機構(gòu)動力學(xué)模型Fig.2 Dynamic model of double-tamper mechanism

可將單段振搗機構(gòu)看做4個剛體組成，分別為左右兩個偏心套和主副振搗壓實梁。左右兩個偏心套隨偏心軸等速旋轉(zhuǎn)，僅產(chǎn)生慣性力；主副振搗壓實梁為剛體平面運動，在旋轉(zhuǎn)過程中即產(chǎn)生慣性力，也產(chǎn)生慣性力矩。各構(gòu)件質(zhì)心的位移方程如下：

(2)

(3)

(4)

(5)

約束方程如下：

(6)

式中:x1～x4表示各構(gòu)件x方向的位移；y1～y4表示各構(gòu)件y方向的位移；θ1～θ4為各構(gòu)件的初始相位角；a1為主振搗梁的質(zhì)心到機構(gòu)偏心中心的距離；a2為副振搗梁的質(zhì)心到機構(gòu)偏心中心的距離；a3為主振搗梁質(zhì)心對稱面到機構(gòu)偏心中心的距離；a4為副振搗梁質(zhì)心對稱面到機構(gòu)偏心中心的距離；r1表示主振搗梁連接處偏心量；r2為副振搗梁連接處偏心量。

求式(2)～式(5)的微分，可得各質(zhì)心速度方程：

(7)

約束方程用矩陣表示為：

(8)

式中：

求式(7)的微分，可得各質(zhì)心加速度方程：

(i=1,2,3,4)

(9)

約束方程用矩陣表示為：

(10)

式中：

單段雙振搗機構(gòu)的總的慣性力和慣性力矩可用下式計算。

(11)

式中:Fsx表示水平方向的慣性力；Fsy表示豎直方向的慣性力；Ms為總的慣性力矩；mi表示各構(gòu)件的質(zhì)量；ji為各構(gòu)件的轉(zhuǎn)動慣量。

實際工作中，熨平板由多段拼接而成，進(jìn)行不同寬度的攤鋪作業(yè)，各段的拼接方式和相位關(guān)系有多種不同的選擇，下面以施工中常用的9.0 m工作狀態(tài)來分析振搗機構(gòu)的慣性力。此時振搗裝置由8段拼接而成，包括中間2段1.5 m長的基礎(chǔ)段和左右兩側(cè)各3段1.0 m長的加長段，結(jié)構(gòu)簡圖如圖3。

圖3 9.0 m雙振搗機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡圖Fig.3 Structure diagram of 9.0 m double-tamper mechanism

圖3中,α表示左右基礎(chǔ)段振搗梁間相位差;β加長段間相位差;φ為主副振搗梁間相位角。

根據(jù)上述對雙振搗機構(gòu)的動力學(xué)模型分析，及參照圖4所示9.0 m熨平板連接關(guān)系，可得到各段雙振搗機構(gòu)的慣性力以及慣性力矩表達(dá)式。

i=1,2,3,4

(12)

式中:PZi表示左側(cè)各段振搗梁的力和力矩，PYi表示右側(cè)各段振搗梁的力和力矩。

2 虛擬樣機模型建立

本文采用ADAMS(Automatic Dynamic Analysis of Mechanical System)分析軟件建立9.0 m雙振搗機構(gòu)的虛擬樣機模型進(jìn)行仿真分析。ADAMS軟件目前在機械系統(tǒng)仿真分析中應(yīng)用廣泛，包含有功能強大的約束庫、力庫和零件庫，并具有強有力數(shù)值分析功能的求解器，可基于多體系統(tǒng)動力學(xué)理論中的拉格朗日方程，自動建立機械系統(tǒng)的動力學(xué)方程，快速、精確的求解機械系統(tǒng)的各種運動學(xué)和動力學(xué)問題，且能以曲線和圖形的方式顯示仿真分析結(jié)果[8]。

2.1 基本理論

(13)

式中:q為廣義坐標(biāo)，u為各廣義坐標(biāo)的微分，f為系統(tǒng)外力及約束。

令y=[q,u]T為狀態(tài)矢量，則系統(tǒng)的方程可表示為

(14)

2.2 模型建立

本文采用Pro/E建立雙振搗機構(gòu)的三維數(shù)字模型及實體裝配關(guān)系，各構(gòu)件質(zhì)量參數(shù)見表1。

將建立的三維數(shù)字模型通過x_t格式文件導(dǎo)入到 ADAMS 中施加約束[10]，給整個機構(gòu)施加重力約束，在偏心軸和主副振搗梁間添加旋轉(zhuǎn)約束，共建立旋轉(zhuǎn)約束48個；各段雙振搗機構(gòu)間施加Bushing約束來連接，整個機構(gòu)建立Bushing約束7個；由于在實際工作中主副振搗梁的前后有護(hù)板，在模型中將其簡化為2個板條，與大地固結(jié)。主副振搗梁與面板之間施加Contact約束[11]，共建立Contact約束24個。

表1 雙振搗機構(gòu)參數(shù)

碰撞力接觸算法采用基于 Hertz 理論的 Impact 函數(shù)模型，它將實際物體的碰撞過程等效為基于穿透深度的非線性彈簧-阻尼模型，其計算表達(dá)式為

(15)

式中:k為接觸剛度系數(shù)；x1為位移開關(guān)量；x為接觸物體之間的實測位移變量；x為穿透系數(shù)；s為非線性彈簧力指數(shù)；d為阻尼最大時兩接觸物體的穿深度；c為最大接觸阻尼。

接觸部分需要定義相互之間的摩擦力，摩擦力使用Coulomb 法進(jìn)行計算。其數(shù)值如表2所示。

表2 ADAMS中Impact 函數(shù)參數(shù)設(shè)定

利用ADAMS軟件建立的9.0 m振搗機構(gòu)動力學(xué)仿真模型如圖4。

圖4 9.0 m雙振搗機構(gòu)仿真模型Fig.4 Simulation model of 9.0 m double-tamper mechanism

3 虛擬樣機仿真

3.1 振搗頻率的影響

實際工作中，雙振搗機構(gòu)由安裝在熨平板基礎(chǔ)段上的液壓馬達(dá)驅(qū)動旋轉(zhuǎn)。在右基礎(chǔ)段偏心軸與框架連接處的旋轉(zhuǎn)約束上添加驅(qū)動。由于各段雙振搗機構(gòu)通過軸承座與熨平板框架連接，可通過測量偏心軸和軸承座間的旋轉(zhuǎn)約束上的力和力矩來分析雙振搗機構(gòu)所產(chǎn)生的慣性力與慣性力矩。取主振搗振幅為5 mm，副振搗振幅為6 mm，設(shè)置不同的振搗轉(zhuǎn)速5，10，15，20，25 Hz，對系統(tǒng)進(jìn)行分析。取各段雙振搗機構(gòu)的慣性力的有效值繪制圖形，如圖5所示。L4至R4表示從左到右排列的各段雙振搗機構(gòu)。

圖5 慣性力隨頻率變化曲線Fig.5 Inertia force with different frequency

圖5表明，隨著振搗轉(zhuǎn)速的增加，振搗裝置的慣性力增加幅度較大，且均勻性變差。通過計算，在10 Hz時，慣性力的標(biāo)準(zhǔn)差為5.98, 25 Hz時，標(biāo)準(zhǔn)差為25.11。故在攤鋪機施工時，應(yīng)該在滿足路面壓實密實度的條件下，合理選擇雙振搗頻率。頻率低時，熨平板箱體受振搗機構(gòu)的影響波動??；頻率高時，熨平板受影響波動大。

3.2 振搗振幅的影響

以右基礎(chǔ)段雙振搗機構(gòu)為研究對象，取主振搗振幅為5 mm，副振搗振幅分別為0,3，6，9,12 mm，設(shè)置振搗轉(zhuǎn)速分別為5，10，15，20，25 Hz，對系統(tǒng)進(jìn)行仿真，取各次仿真的慣性力和慣性力矩的有效值繪制圖形，結(jié)果如下。

圖6 不同振幅下右基礎(chǔ)段雙振搗機構(gòu)慣性力Fig.6 Inertia force of right foundation section with differentamplitude

圖7 不同振幅下右基礎(chǔ)段雙振搗機構(gòu)慣性力矩Fig.7 Inertia moment of right foundation section with differentamplitude

圖6和圖7表明，主振搗振幅為5 mm，副振搗振幅調(diào)到3 mm和6 mm時，慣性力和慣性力矩較小，副振搗振幅為0 mm時，慣性力和慣性力矩變大，而副振搗振幅為9 mm和12 mm時，慣性力和慣性力矩較大。說明主副振搗梁振幅相差不大時，在同一頻率旋轉(zhuǎn)下，由于相位差接近180°，所以產(chǎn)生的慣性力基本被抵消了。振幅相差過大時，振幅小的振搗梁只能抵消部分慣性力，總的慣性力較大。

3.3 相鄰振搗梁間相位角的影響

各段振搗梁間相位角是振搗裝置的重要工作參數(shù)，直接影響機構(gòu)慣性力的大小和分布。設(shè)置左右基礎(chǔ)段振搗梁間相位角為施工常用的60°，基礎(chǔ)段與加長段間及各加長段間的相位角分別為0°、60°、90°、150°、180°，取振搗轉(zhuǎn)速為15 Hz，對系統(tǒng)進(jìn)行分析。取各段雙振搗機構(gòu)慣性力的有效值繪制圖形，結(jié)果如圖8所示。

圖8 不同相位角下各段雙振搗機構(gòu)慣性力Fig.8 Inertia force with different phase

各段雙振搗機構(gòu)慣性力有效值的均值和標(biāo)準(zhǔn)差見表3。

表3 均值和標(biāo)準(zhǔn)差

通過測量所加驅(qū)動上的力矩，可測得維持9.0 m雙振動機構(gòu)運轉(zhuǎn)所需要的驅(qū)動力矩。

圖9 不同相位角下機構(gòu)驅(qū)動力矩Fig.9 Driving moment with different phase

由圖8和表3可得，相位角調(diào)整為0°和60°時，慣性力較小，在90°、150°和180°時，慣性力變大，且相差不大。相位角為60°時，慣性力標(biāo)準(zhǔn)差最小，雙振搗機構(gòu)產(chǎn)生的慣性力比較均勻，而相位角為90°和180°時，均勻性變差。從圖9可以看出，相位角為60°時，維持機構(gòu)運轉(zhuǎn)所需的驅(qū)動力矩較小，而相位角為90°和150°時，所需驅(qū)動力矩較大。因此，在施工過程中將基礎(chǔ)段與加長段間及各加長段間的相位角調(diào)整為60°時，雙振搗機構(gòu)對熨平板框架產(chǎn)生的影響較小。

3.4 雙振搗機構(gòu)對熨平板的影響

以熨平板整體為研究對象，分析雙振動機構(gòu)在不同頻率運轉(zhuǎn)下，對各段熨平板質(zhì)心振動的影響。取振搗頻率為10，15，20，25 Hz，各段熨平板質(zhì)心的加速度有效值結(jié)果如圖10所示。YL4至YR4表示從左到右排列的各段熨平板。

圖10 不同相位角下各段雙振搗機構(gòu)慣性力Fig.10 Inertia force with different phase

圖10表明，在各段熨平板的質(zhì)心處，隨著振搗頻率的增加，熨平板的加速度有效值逐漸增大，且在低頻時加速度有效值的波動平穩(wěn)，在高頻時加速度的有效值波動劇烈。在各個振搗頻率下，熨平板兩端的測點處更容易產(chǎn)生波動，與實際熨平板的工作狀態(tài)吻合。

4 實驗驗證

為驗證仿真結(jié)果，對9.0 m熨平板雙振搗機構(gòu)進(jìn)行了實驗測試，測試時熨平板固定，主副振搗梁懸空，給雙振搗機構(gòu)施加驅(qū)動。設(shè)置主振搗振幅為5 mm，副振搗振幅為6 mm，振搗頻率分別為10 Hz、15 Hz、20 Hz和25 Hz，調(diào)整基礎(chǔ)段與加長段間及各加長段間的相位角β分別為60°、90°、150°、180°，測定振搗機構(gòu)在穩(wěn)定工作下的液壓系統(tǒng)功率，如圖11所示。

圖11 不同頻率和相位角下液壓系統(tǒng)功率Fig.11 Hydraulic power with different frequency and phase

由圖11可以看出，在同一相位角下，隨著振搗頻率的增加，雙振搗機構(gòu)液壓系統(tǒng)消耗的功率也在增加，說明雙振搗機構(gòu)在旋轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩也隨振搗頻率的增加而增加。在同一頻率下，液壓系統(tǒng)消耗功率隨著相位角不同而改變，相位角為60°時，振搗機構(gòu) 消耗功率最小，除頻率20 Hz外，相位角為180°時次之，而相位角為90°和150°時，消耗功率較大，說明相位角為60°時所需驅(qū)動力矩較小。對比試驗結(jié)果和仿真分析結(jié)果可知，仿真結(jié)果與實驗結(jié)果基本一致，說明建立的動力學(xué)模型可以用來模擬實物的動態(tài)特性，具有一定的參考價值。

5 結(jié) 論

(1) 本文基于Pro/E和ADAMS軟件建立了9.0 m攤鋪機雙振搗機構(gòu)的多體動力學(xué)仿真模型，模擬并研究了系統(tǒng)的動力學(xué)特性。本文的研究為攤鋪機雙振搗機構(gòu)的設(shè)計及施工參數(shù)的調(diào)整提供了參考依據(jù)。

(2) 與以往的簡化計算模型相比，虛擬樣機模型的建立完全參照實物原型機建造，考慮了各構(gòu)件的空間結(jié)構(gòu)與質(zhì)量分布，同時可以方便的調(diào)整模型各參數(shù)進(jìn)行分析實驗，避免了多次建造實物樣機進(jìn)行實驗，非常適用于復(fù)雜機械機構(gòu)的分析研究。

[1] 夏錦陽.振幅可調(diào)式攤鋪機熨平板振搗結(jié)構(gòu)分析及調(diào)節(jié)方法[J].工程機械, 2004(8):13-15.

XIA Jinyang. An analysis and adjustment method of tampering mechanism on paver screed with adjustable amplitude[J]. Construction Machinery and Equipment, 2004(8):13-15.

[2] 任云鵬,韓清凱,張?zhí)靷b. 基于虛擬樣機技術(shù)的鍛造操作機的動力學(xué)仿真[J]. 東北大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版)，2010,31(8)：1170-1173.

REN Yunpeng, HAN Qingkai, ZHANG Tianxia. Dynamic simulation of forging manipulator based on virtual prototyping[J]. Journal of Northeastern University(Natural Science), 2010,31(8)：1170-1173.

[3] 沈崗，向東，牟鵬,等. 風(fēng)電裝備整體式動力學(xué)建模與仿真分析[J]. 振動與沖擊，2015，34(14):129-134.

SHEN Gang，XIANG Dong，MU Peng, et al. Integral dynamic modeling and simulation of wind turbine[J]. Journal of Vibration and Shock, 2015，34(14):129-134.

[4] 劉剛,田晉躍, 肖中宇. 攤鋪機壓實機構(gòu)動態(tài)特性仿真[J].農(nóng)業(yè)機械學(xué)報，2005,36(11)：34-37.

LIU Gang, TIAN Jinyue, XIAO Zhongyu. Simulation of dynamic character of compacting mechanism of paver[J]. Journal of Agricultural Machinery, 2005,36(11)：34-37.

[5] 許慶.攤鋪機振搗機構(gòu)的運動學(xué)分析[J]. 筑路機械與施工機械化，2006，23(3)：15-19

XU Qing. Kinematic analysis of tamper mechanism for paver[J].Road Machinery & Construction Mechanization, 2006,23(3):15-19.

[6] 張新榮,趙國普,孫祖望. 瀝青混凝土攤鋪機熨平裝置的動力學(xué)分析[J]. 西安公路交通大學(xué)學(xué)報，2001,12(1)：95-98.

ZHANG Xinrong, ZHAO Guopu, SUN Zuwang. Dynamics analysis of screeding unit for asphalt paver[J]. Journal of Xi’an Highway University, 2001,12(1):95-98.

[7] LUO Tianhong, GAN Xinfu, LUO Wenjun. Nonlinear dynamics simulation of compacting mechanism with double-eccentric vibrator of asphalt-paver[C]//2010 IEEE ICICTA.2010:800-803.

[8] 葛正浩,等.ADAMS2007虛擬樣機技術(shù)[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2010.

[9] 周馳，丁煒琦，桂良進(jìn),等. 一種驅(qū)動橋齒輪傳動系統(tǒng)動力學(xué)建模與分析方法[J]. 振動與沖擊，2015,34(15):188-194.

ZHOU Chi，DING Weiqi，GUI Liangjin，et al. Dynamic modeling and analysis for a drive axle gear transmission system[J]. Journal of Vibration and Shock, 2015,34(15): 188-194.

[10] 杜岳峰,朱忠祥,毛恩榮,等. 基于ADAMS的丘陵山地小型玉米收獲機仿真[J]. 農(nóng)業(yè)機械學(xué)報, 2011,42(11): 1-5.

DU Yuefeng, ZHU Zhongxiang, MAO Enrong. Simulation on small-scale corn harvester for hilly area based on ADAMS[J]. Journal of agricultural machinery, 2011,42(11): 1-5.

[11] 趙滿全,張寧,楊鐵軍,等. 雙圓盤割草機切割器虛擬樣機設(shè)計與試驗[J]. 農(nóng)業(yè)機械學(xué)報，2014,45(8):101-105.

ZHAO Manquan, ZHANG Ning, YANG Tiejun, et al. Design and experiment of virtual prototype of double disc mower cutter[J]. Journal of Agricultural Machinery, 2014,45(8):101-105.

Dynamic characteristics of a paver tamper mechanism based on virtual prototyping technology

SUN Jian, HUANG Chuanhui, LI Fuxing

(Mechanical and Electronic Department, Xuzhou Institute of Technology, Xuzhou 221111, China)

When the tamper mechanism of a paver is working, the composite motion of its beam produces an impact on its flation box to herm the paving quality of road,surface. The virtual prototype model of a 9.0 m double-tamper mechanism was established and simulated with the software ADAMS .The effeit laws of vibration frequency, vibration amplitude and phase on the inertial force and inertial moment of the tamper beam were deduced.The results showed that the inertial force of the tamper beam increases greatly with increase in vibration speed, and its uniformity becomes worse; the double-tamper mechanism has a little effect on the frame of its flatiron-box when the phase angle is taken as 60°.

paver；double-tamper mechanism; virtual prototyping technology; dynamic characteristics

江蘇省前瞻性聯(lián)合研究項目(BY2016027-02);江蘇省現(xiàn)代教育技術(shù)研究課題(2016-R-48399)

2015-10-28 修改稿收到日期：2016-02-04

孫健 男，博士，高級工程師，1975年生

TH

A

10.13465/j.cnki.jvs.2016.19.035